SE501350C2 - Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor - Google Patents

Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor

Info

Publication number
SE501350C2
SE501350C2 SE9400673A SE9400673A SE501350C2 SE 501350 C2 SE501350 C2 SE 501350C2 SE 9400673 A SE9400673 A SE 9400673A SE 9400673 A SE9400673 A SE 9400673A SE 501350 C2 SE501350 C2 SE 501350C2
Authority
SE
Sweden
Prior art keywords
pressure
pressure surface
balancing
compressor
pressure source
Prior art date
Application number
SE9400673A
Other languages
Swedish (sv)
Other versions
SE9400673L (en
SE9400673D0 (en
Inventor
Arnold Englund
Karlis Timuska
Original Assignee
Svenska Rotor Maskiner Ab
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Svenska Rotor Maskiner Ab filed Critical Svenska Rotor Maskiner Ab
Priority to SE9400673A priority Critical patent/SE501350C2/en
Publication of SE9400673D0 publication Critical patent/SE9400673D0/en
Publication of SE9400673L publication Critical patent/SE9400673L/en
Publication of SE501350C2 publication Critical patent/SE501350C2/en
Priority to EP95911520A priority patent/EP0748420A1/en
Priority to PCT/SE1995/000188 priority patent/WO1995023290A1/en
Priority to JP52230095A priority patent/JP3887415B2/en
Priority to US08/696,901 priority patent/US5707223A/en

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/06—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids specially adapted for stopping, starting, idling or no-load operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/02—Arrangements of bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/0021—Systems for the equilibration of forces acting on the pump

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

PCT No. PCT/SE95/00188 Sec. 371 Date Aug. 22, 1996 Sec. 102(e) Date Aug. 22, 1996 PCT Filed Feb. 23, 1995 PCT Pub. No. WO95/23290 PCT Pub. Date Aug. 31, 1995A rotary screw compressor having a balancing piston device for balancing an axial gas force exerted on a pair of rotors during operation of the rotary screw compressor. The balancing piston device is exposed in one axial direction to a high pressure source on at least one first pressure surface, and in an opposite axial direction to one of a low pressure source and an intermediate pressure source on at least one second pressure surface. A valve is provided for selecting the low or the intermediate pressure source connection with respect to the at least one second pressure surface, whereby the thrust balancing force can be adapted to different working conditions such as starting up and full load operation in order to avoid underbalancing or overbalancing of the axial gas force.

Description

k) Ur 501 350 2 att anbringa en varierande motbalanseringskrañ. WO 91/ 12432 visar en balanseringskolv med en aktiv tryckyta, vilken genom en ventil kan utsättas for endera utloppstryck, ostrypt in- loppstryck eller strypt inloppstryck, och en tryckyta på baksidan som utsätts for ostrypt in- loppstryck, vilket normalt är omkring atmosfärstryck. Den balanseringskrañ som uppnås där- igenom kan vara vid endera av tre nivåer och även byta riktning så att flexibiliteten att anpassa sig till olika driftsforhållanden ökar. SE ansökan 93003375-l visar organ for kontinuerlig variering av tryck som verkar på balanseringskolven. Dessa organ innefattar forsta och andra strypningar i returledningen från oljeavskiljaren till en oljeinsprutningsöppning. Mellan stryp- ningama finns en förbindelse med en grenledning som mynnar i en cylinder som omsluter balanseringskolven. Balanseringstrycket som verkar på kolven kommer därigenom att variera då sug- och leveranstrycken varierar på ett sätt som bestämrnes av förhållandet mellan stryp- ningsgraderna i de två strypningarna. k) From 501 350 2 to apply a varying counterbalancing crane. WO 91/12432 discloses a balancing piston with an active pressure surface, which through a valve can be subjected to either outlet pressure, unstriped inlet pressure or throttled inlet pressure, and a pressure surface on the back which is exposed to unstriped inlet pressure, which is normally around atmospheric pressure. The balancing crane achieved through this can be at either of three levels and also change direction so that fl the flexibility to adapt to different operating conditions increases. SE application 93003375-1 shows means for continuous variation of pressure acting on the balancing piston. These means include first and second throttles in the return line from the oil separator to an oil injection port. Between the throttles there is a connection with a branch line which opens into a cylinder which encloses the balancing piston. The balancing pressure acting on the piston will thereby vary as the suction and delivery pressures vary in a manner determined by the relationship between the degrees of throttling in the two throttles.

De kända anordningama har nackdelama att antingen kräva omständliga anordningar for variering av balanseringskraften eller forutsätter anordningar som nonnalt bara finns i vissa applikationer. Det foreligger således ett behov av ytterligare förbättringar på detta område. Ändamålet med föreliggande uppfinning är således att åstadkomma en axialbalanserings- anordning i en skruvkompressor som är enkel och pålitlig och som kan användas vid tillärnp- ningar där de kända anordningama inte är tillräckligt ändamålsenliga.The known devices have the disadvantages of either requiring cumbersome devices for varying the balancing force or presupposing devices which normally only exist in certain applications. There is thus a need for further improvements in this area. The object of the present invention is thus to provide an axial balancing device in a screw compressor which is simple and reliable and which can be used in teachings where the known devices are not sufficiently expedient.

Detta har uppnåtts genom att en skruvkompressor av det slag som anges i kravets 1 ingress innefattar de särdrag som anges i kravets karaktäriserande del.This has been achieved in that a screw compressor of the type stated in the preamble of claim 1 comprises the features stated in the characterizing part of the claim.

Balanseringsanordningen enligt uppfinningen utnyttjar ett högtryck for den aktiva balanse- ringskraften och endera av två lägre tryck av olika nivåer for kraften i motsatt riktning, vilket sålunda i olika utsträckning reducerar nettobalanseringskrañen. Detta medger en lägre balan- seringskraft under vissa driñsbetingelser, då axialkraftema är forhållandevis låga såsom vid kompressoms startande, och en forhållandevis större axialkraft vid andra drifisbetingelser.The balancing device according to the invention utilizes a high pressure for the active balancing force and either of two lower pressures of different levels for the force in the opposite direction, which thus reduces the net balancing crane to varying degrees. This allows a lower balancing force under certain operating conditions, as the axial forces are relatively low as at the start of the compressor, and a relatively greater axial force under other operating conditions.

Ehuru hög-, låg- och mellantryckskällorna i princip kunde vara av godtyckligt slag så är det nonnalt behändigt att utnyttja de olika trycknivåema som uppträder under komprimerings- V: 10 20 3 501 350 processen. Vid vissa tillämpningar är kompressoms inloppstryck högre än omgivande tryck som normalt är vid atmosfarstryck. Detta är fallet t.ex. då kompressom användes for att pumpa upp naturgas ur djupbrunnar eller när kompressom utgör ett av de senare stegen i en flerstegs- kompressoranläggning. Vid sådana tillämpningar kan det vara fördelaktigt att använda ut- loppstrycket som högtryckskälla, det omgivande trycket som lågtryckskälla och inloppstrycket som mellantryckskälla. Denna möjlighet anges i krav 2 som en fördelaktig utföringsfonn av uppfinningen.Although the high, low and medium pressure sources could in principle be of any kind, it is nevertheless convenient to utilize the various pressure levels that occur during the compression process: V: 10 20 3 501 350. In some applications, the inlet pressure of the compressor is higher than the ambient pressure which is normal at atmospheric pressure. This is the case e.g. when the compressor was used to pump natural gas from deep wells or when the compressor constitutes one of the later stages in a first-stage compressor plant. In such applications, it may be advantageous to use the outlet pressure as the high pressure source, the ambient pressure as the low pressure source and the inlet pressure as the intermediate pressure source. This possibility is stated in claim 2 as an advantageous embodiment of the invention.

Axialbalanseringsorganen kan fördelaktigt delas upp på två åtskilda enheter av något olika slag såsom anges i krav 3.The axial balancing means can advantageously be divided into two separate units of a slightly different kind as stated in claim 3.

Ytterligare fördelaktiga utföringsfonner anges i övriga underkrav.Additional advantageous embodiments are stated in the other subclaims.

Uppfinningen hänför sig även till ett förfarande för dtifi av en kompressor, vilket förfarande innefattar särdrag som i huvudsak motsvarar dem i anordningskraven.The invention also relates to a method for the design of a compressor, which method comprises features which substantially correspond to those in the device requirements.

Uppfinningen förklaras närmare i efterföljande detaljerade beskrivning av en föredragen ut- föringsform av densamma under hänvisning till efterföljande ritningar av vilka fig. l är ett schematiskt längdsnitt genom en rotor i en kompressor enligt en föredragen ut- föringsform av uppfinningen, fig. 2 är ett schematiskt förstorat snitt genom en detalj i fig. 1 och fig. 3 är ett schematiskt förstorat snitt genom en annan detalj i fig. l. I figurema är sådana element som saknar intresse för förståelse av uppfinningen utelämnade i förtydligande syfie.The invention is explained in more detail in the following detailed description of a preferred embodiment of the same with reference to the following drawings, of which fi g. 1 is a schematic longitudinal section through a rotor in a compressor according to a preferred embodiment of the invention, fi g. 2 is a schematic enlarged section through a detail in fi g. 1 and fi g. 3 is a schematic enlarged section through another detail in fi g. l. In fi gurema, such elements that have no interest in understanding the invention are omitted in clarifying view.

I fig. 1 är en av rotorema 1 i en skruvkompressor schematiskt illustrerad i ett längdsnitt.I fi g. 1, one of the rotors 1 in a screw compressor is schematically illustrated in a longitudinal section.

Rotom är försedd med axialbalanseringsanordningar 6, 7 vid sina båda axeltappar 2 respektive 3 med syfte att motverka den axiella gaskraft FG som verkar på rotorn l under drift, vilka axialbalanseringsanordningar 6, 7 endast är symboliskt indikerade i fig. 1. Rotoms l arbetsrum kommunicerar vid figurens vänstra ände med ett inlopp 4 och vid den högra änden med ett utlopp 5. Kompressorn används for att pumpa upp naturgas från djupbrunnar som har ett tryck som överstiger atmosfarstrycket, vanligtvis i området 10 till 30 bar, vilket således är kompres- soms inloppstryck. Utloppstrycket ligger i området 60 till 90 bar. 10 15 20 501 350 lf Den axiella gaskrafien FG är riktad från utloppsänden mot inloppsänden, d.v.s. åt vänster i figuren, vilken riktning benämnes ”forsta axiella riktning”. Den ena av balanseringsanord- ningama 6 är anordnad runt axeltappen 2 vid lågtrycksänden och den andra 7 runt den andra axeltappen 3. Genom balanseringsanordningen 6 runt axeltappen 2 vid inloppsänden åstad- kommes en forsta balanseringskrañ F31 som verkar på rotom, och genom balanserings- anordningen 7 runt axeltappen 3 vid utloppsänden kan en andra balanseringskraft F32 åstad- kommas. Dessa balanseringskrafler F31 och F32 motverkar vid driñ den axiella gaskrafien FG.The rotor is provided with axial balancing devices 6, 7 at its two shaft pins 2 and 3, respectively, for the purpose of counteracting the axial gas force FG acting on the rotor 1 during operation, which axial balancing devices 6, 7 are only symbolically indicated in fi g. The working space of the rotor 1 communicates at the left end of the fi clock with an inlet 4 and at the right end with an outlet 5. The compressor is used to pump natural gas from deep wells having a pressure exceeding atmospheric pressure, usually in the range 10 to 30 bar, which thus, the inlet pressure is compressed. The outlet pressure is in the range 60 to 90 bar. 10 15 20 501 350 lf The axial throttle shaft FG is directed from the outlet end towards the inlet end, i.e. to the left in the fi clock, which direction is called the "first axial direction". One of the balancing devices 6 is arranged around the shaft pin 2 at the low pressure end and the other 7 around the other shaft pin 3. The balancing device 6 around the shaft pin 2 at the inlet end provides a first balancing crane F31 acting on the rotor, and through the balancing device 7 around the shaft pin 3 at the outlet end, a second balancing force F32 can be produced. These balancing cranes F31 and F32 counteract when driving the axial throttle crane FG.

På ett sätt som senare förklaras kan den andra balanseringskrañen F32 deaktiveras. Under kompressoms startförlopp eller under andra driñsbetingelser då gaskraften FG ej är så stor så motverkar endast balanseringskrafien F31 den axiella gaskrañen FG. Vid fiall belastning akti- veras även den andra balanseringskrafren F32 for att öka den totala balanseringskrafien.In a manner explained later, the second balancing crane F32 can be deactivated. During the starting process of the compressor or under other operating conditions when the gas force FG is not so great, only the balancing crane F31 counteracts the axial throttle crane FG. At all loads, the second balancing requirement F32 is also activated to increase the total balancing requirement.

Fig. 2 illustrerar i ett forstorat snitt balanseringsanordningen på axeltappen 2 vid inloppsänden, vilken anordning är av konventionellt slag. En balanseringskolv 8 är fäst vid axeltappen 2 och roterar med densamma, och arbetar med ett litet spel i en cylinder 11 i kompressorhuset. En ledning 12 mynnar i cylindern 11 och är förbunden med olja av utloppstryck, t.ex. en olje- avskilj are i kompressoms utloppskanal 5. Olja av utloppstryck P3 tillfores sålunda cylindern 11 och verkar på tryckytan 9 på balanseringskolvens 8 vänstra sida. Oljan dräneras från kolvens 8 högra sida genom axelspelet 13 till kompressoms inloppsände där sugtrycket PS råder, vilket sålunda är det tryck som verkar på den bakre ytan 10 på kolvens 8 högra sida. Genom denna anordning åstadkommes den forsta balanseringskraften F31.Fig. 2 illustrates in an enlarged section the balancing device on the shaft pin 2 at the inlet end, which device is of a conventional type. A balancing piston 8 is attached to the shaft pin 2 and rotates therewith, working with a small clearance in a cylinder 11 in the compressor housing. A line 12 opens into the cylinder 11 and is connected to oil of outlet pressure, e.g. an oil separator in the outlet channel 5 of the compressor. Oil of outlet pressure P3 is thus supplied to the cylinder 11 and acts on the pressure surface 9 on the left side of the balancing piston 8. The oil is drained from the right side of the piston 8 through the shaft clearance 13 to the inlet end of the compressor where the suction pressure PS prevails, which is thus the pressure acting on the rear surface 10 on the right side of the piston 8. By means of this device the first balancing force F31 is produced.

Fig. 2 illustrerar i ett motsvarande snitt balanseringsanordningen runt axeltappen 3 vid ut- loppsänden. Balanseringskolven 14 belägen i en cylindrisk hålighet i kompressorhuset är sammansatt av en cirkulär sektion 17 axiellt utanfor axeltappens 3 ände, en cylindrisk sektion 18 som sträcker sig axiellt inåt från den cirkulära sektionen 17 och en fläns 19 som sträcker sig radiellt inåt från den cylindriska sektionens 18 andra ände. Balanseringskolven 14 är stilla- stående och tätar mot huset. På axeltappen 3 finns ett huvudaxiallager 21, ett axialbalanse- Un 10 20 Is) UI 5 501 350 ringslager 22 och ett förspänningslager 23. Huvudaxiallagret 21 stöds av kompressorhuset och axialbalanseringslagret stöds av balanseringskolvens 14 fläns 19.Fig. 2 illustrates in a corresponding section the balancing device around the shaft pin 3 at the outlet end. The balancing piston 14 located in a cylindrical cavity in the compressor housing is composed of a circular section 17 axially outside the end of the shaft journal 3, a cylindrical section 18 extending axially inwardly from the circular section 17 and an end 19 extending radially inwardly from the cylindrical section 18 of the compressor housing. other end. The balancing piston 14 is stationary and seals against the housing. On the shaft journal 3 there is a main thrust bearing 21, an axial balancing bearing 22 and a biasing bearing 22 and a biasing bearing 23. The main thrust bearing 21 is supported by the compressor housing and the axial balancing bearing is supported by the balancing piston 14 and 19.

Mellan förspänningslagrets 23 ytterring och den axiellt inre ytan l5a på balanseñngskolvens cirkulära sektion 17 är en första mekanisk tryckfiäder 26 anordnad, vilken har en ljäderkrafi F 1:1 som verkar åt höger på balanseringskolven 14 för att förspänna axialbalanseringslagret 24 som stöds av flänsen 19. Axiellt utanför balanseringskolven 14 är ett med kompressorhuset stelt förbundet förslutningselement 20 anordnat. Mellan detta förslutningselement 20 och den yttre utan 16 på balanseringskolvens 14 cirkulära sektion 17 är en andra mekanisk tryckfiäder 27 anordnad, vilken har en fiäderkraft FH som är mindre än Fn, företrädesvis ca 0,5 x FH.Between the outer ring of the biasing bearing 23 and the axially inner surface 1a of the circular section 17 of the balancing piston, a first mechanical pressure spring 26 is provided, which has a spring collar fi F 1: 1 acting to the right of the balancing piston 14 to bias the axial balancing bearing 24 supported by the axial shaft 19. outside the balancing piston 14, a closing element 20 rigidly connected to the compressor housing is arranged. Between this closing element 20 and the outer shaft 16 on the circular section 17 of the balancing piston 14, a second mechanical pressure spring 27 is arranged, which has a spring force FH which is less than Fn, preferably about 0.5 x FH.

Det cylindriska utrymme som bildas mellan förslutningselementet 20 och balanseringskolvens 14 cirkulära sektion 17 står genom en öppning 28 i förslutningselementet 20 i förbindelse med en ledning 29. Ledningen 29 är genom en trevägsventil 32 förbunden med endera en ledning 30 som mynnar i den omgivande atmosfären eller en ledning 31 som mynnar i kompressoms inloppskanal 4. Hålrummet på balanseringskolvens vänstra sida är hela tiden i förbindelse med kompressoms inloppskanal så att trycket P5 erhålles i detta hålrum.The cylindrical space formed between the closure member 20 and the circular section 17 of the balancing piston 14 communicates with a conduit 29 through an opening 28 in the closure member 20. The conduit 29 is connected through a three-way valve 32 to either a conduit 30 opening into the surrounding atmosphere or a line 31 which opens into the inlet duct of the compressor 4. The cavity on the left side of the balancing piston is always in communication with the inlet duct of the compressor so that the pressure P5 is obtained in this cavity.

Anordningen arbetar på följande sätt: Under kompressoms startprocess är ledningen 29 för- bunden med ledningen 31 som kommunicerar med kompressoms inloppskanal. Balanse- ringskolvens 14 båda sidor utsättes således för inloppstrycket PS , så att den balanseringskrafi som erhålles genom den stillastående balanseringskolven blir i stort sett noll. På grund av för- spänningsfjädrarna 26 och 27 kommer emellertid en förspänningskraft FS att verka i riktning mot vänster för att säkerställa en minimumbelastning på axiallagren 21, 22. Eftersom den yttre tryckfiädems 27 fjäderkraft F32 är ungefär hälfien av den inre tryckfiädems íjäderkraft F31 så kommer såväl huvudaxiallagret 21 som axialbalanseringslagret 22 att törspännas med en krafl som är ungefär lika stor som F52. 10 15 20 tu Un 501 350 5 Då kompressom arbetar vid fullast omställes trevägsventilens 32 läge så att ledningen 29 kommunicerar med ledningen 30 förbunden med omgivande atmosfär. Omställning av ventilen 32 åstadkommes automatiskt på signaler från en kontrollanordning 33, vilken styrs av kompressoms tryckskillnad, PD-PS. Ventilen 32 förbinder således ledningama 29 och 30 när denna tryckskillnad överstiger en förutbestämd nivå. När ledningen 29 är förbunden med omgivande atmosfarstryck kommer tryckytan 16 på balanseringskolvens 14 utsida att utsättas för detta atmosfarstryck PA. Balanseringskolven 14 kommer således att påverkas av en mot höger riktad kraft FB; som följd av tryckskillnaden Ps-PA över kolven, vilken krañ överföres till axeltappen 3 genom axialbalansetingslagret 22.The device operates as follows: During the start-up process of the compressor, the line 29 is connected to the line 31 which communicates with the inlet duct of the compressor. Both sides of the balancing piston 14 are thus exposed to the inlet pressure PS, so that the balancing collar fi obtained by the stationary balancing piston becomes substantially zero. However, due to the biasing springs 26 and 27, a biasing force FS will act in the left direction to ensure a minimum load on the thrust bearings 21, 22. Since the spring pressure 32 of the external pressure 27 is approximately equal to one of the internal pressure fi of the spring force F31. the main thrust bearing 21 as the axial balancing bearing 22 to be tensioned with a collar fl approximately equal to F52. When the compressor is operating at full load, the position of the three-way valve 32 is adjusted so that the line 29 communicates with the line 30 connected to the surrounding atmosphere. Adjustment of the valve 32 is effected automatically on signals from a control device 33, which is controlled by the pressure difference of the compressor, PD-PS. The valve 32 thus connects the lines 29 and 30 when this pressure difference exceeds a predetermined level. When the line 29 is connected to ambient atmospheric pressure, the pressure surface 16 on the outside of the balancing piston 14 will be exposed to this atmospheric pressure PA. The balancing piston 14 will thus be affected by a right-directed force FB; as a result of the pressure difference Ps-PA over the piston, which crane is transferred to the shaft journal 3 through the axial balancing bearing 22.

Vid båda de ovan beskrivna dnfisbetingelsema kommer balanseringsanordningen 6 runt axel- tappen 2 vid rotorns andra ände att bibehållas att påverkas av tryckskillnaden PD-PS över kolven och således hela tiden kvarhålla den första balanseringskraften F31.In both of the above-described dn conditions, the balancing device 6 around the shaft pin 2 at the other end of the rotor will be maintained to be affected by the pressure difference PD-PS over the piston and thus at all times retain the first balancing force F31.

Genom anordningen uppnås att balanseringskrafien för begränsning av belastningen på huvudaxiallagret 21 är i huvudsak vid endera av två nivåer som svar på vad som erfordras vid de olika beskrivna driñsbetingelserna. Denna balanseringskrafi är Fgl-FS under startprocessen OCh FgfFFßg-Fg Vid filllaSïdflfi.By means of the device it is achieved that the balancing force for limiting the load on the main thrust bearing 21 is substantially at either of two levels in response to what is required under the various described operating conditions. This balancing requirement is Fgl-FS during the start-up process AND FgfFFßg-Fg at filllSïdfl.

Det ovan beskrivna exemplet representerar en föredragen utföringsform av uppfinningen, men kan naturligtvis modifieras i olika avseenden inom ramen för patentkravens omfång. Upp- finningen kan således realiseras med endast en enda balanseringskolv, vars ena sida är utsatt för högtryck och den andra sidan till endera låg- eller mellantryck. Likaså kan båda balanse- ringskolvama vara av stillastående typ eller båda av roterande typ och båda kan vara anordnade runt samma axeltapp.The example described above represents a preferred embodiment of the invention, but can of course be modified in various respects within the scope of the claims. The recovery can thus be realized with only a single balancing piston, one side of which is exposed to high pressure and the other side to either low or medium pressure. Likewise, both balancing pistons can be of the stationary type or both of the rotating type and both can be arranged around the same shaft pin.

Claims (8)

10 20 501 350 Patentkrav:10 20 501 350 Patent claims: 1. l. Skruvkompressor med ett par i varandra ingripande rotorer (1) i ett arbetsrum, vilka rotorer under drift påverkas av en gaskrafi (F G) i en forsta axiell riktning, varvid åtminstone den ena av nämnda rotorer (1) har huvudaxiallager (21) och är försedd med axialbalanse- ringskolvorgan ( 8, 14), som har forsta tryckyteorgan (9, 15a, l5b, 15c) åstadkommande en kraft motriktad nämnda forsta axiella riktning och andra tryckyteorgan (10, 16) åstad- kommande en kraft i nämnda forst axiella riktning, vilka forsta tryckyteorgan (9, 15a, l5b, 15c) innefattar åtminstone en forsta tryckyta (9), vilken forsta tryckyta (9) genom forsta ledningsorgan (12) är forbunden med en högtryckskälla, kännetecknad av att nämnda andra tryckyteorgan (10, 16) innefattar åtminstone en andra tryckyta (16), vilken andra tryckyta (16) genom andra ledningsorgan (29, 30, 31) är valbart forbunden med endera en lågtryckskälla eller en mellantryckskälla, vilka andra ledningsorgan (29, 30, 31) har ventilorgan (32) for åstadkommande av endera av nämnda förbindelser.1. A screw compressor with a pair of interlocking rotors (1) in a working space, which rotors during operation are actuated by a gas crane fi (FG) in a first axial direction, at least one of said rotors (1) having main bearing (21) ) and is provided with axial balancing piston means (8, 14) having first pressure surface means (9, 15a, 15b, 15c) providing a force opposite to said first axial direction and second pressure surface means (10, 16) producing a force in said first axial direction, which first pressure surface means (9, 15a, 15b, 15c) comprises at least one first pressure surface (9), which first pressure surface (9) is connected by first conduit means (12) to a high pressure source, characterized in that said second pressure surface means ( 10, 16) comprises at least one second pressure surface (16), which second pressure surface (16) is selectively connected by second line means (29, 30, 31) to either a low-pressure source or an intermediate pressure source, which second line means (29, 30, 31) has valve means (32) for providing either of said compounds. 2. Skruvkompressor enligt krav 1, vid vilken nämnda högtryckskälla står i tryckut- jämnande forbindelse med kompressoms utloppskanalorgan (5), nämnda lågtryckskälla står i tryckutjämnande forbindelse med kompressoms omgivande atmosfär och nämnda mellan- tryckskälla står i tryckutjämnande forbindelse med kompressoms inloppskanalorgan (4).A screw compressor according to claim 1, wherein said high pressure source is in pressure equalizing connection with the compressor outlet duct means (5), said low pressure source is in pressure equalizing connection with the surrounding atmosphere of the compressor and said intermediate pressure source is in pressure equalizing connection with the compressor inlet duct means (4). 3. Skruvkompressor enligt krav 2, vid vilken nämnda axialbalanseringskolvorgan (8, 14) innefattar en roterande balanseringskolv (8) fäst vid en axeltapp (2) på nämnda rotor (1) och en stationär balanseringskolv (14), som verkar på den stationära ringen (24) hos ett axialbalan- seringslager (22) på en axeltapp (3) på nämnda rotor (l), vilken roterande balanseringskolv (8) innefattar nämnda forsta tryckyta (9) och nämnda stationära balanseringskolv (14) innefattar nämnda andra tryckyta (16) och vid vilken nämnda forsta tryckyteorgan (9, 15a, l5b, 15c) innefattar en stationär bakre tryckyta (15a, l5b, 15c) hos nämnda stationära balanseringskolv (14) och nämnda andra tryckyteorgan (10, 16) innefattar en roterande bakre tryckyta (10) hos nämnda roterande balanseringskolv (8), vilka bakre tryckytor (15a, l5b, 15c) var och en är forbunden med nämnda mellantryckskälla. 10 15 25 501 350 S'A screw compressor according to claim 2, wherein said axial balancing piston means (8, 14) comprises a rotary balancing piston (8) attached to a shaft pin (2) on said rotor (1) and a stationary balancing piston (14) acting on the stationary ring (24) of an axial balancing bearing (22) on a shaft journal (3) on said rotor (1), which rotating balancing piston (8) comprises said first pressure surface (9) and said stationary balancing piston (14) comprises said second pressure surface (16). ) and wherein said first pressure surface means (9, 15a, 15b, 15c) comprises a stationary rear pressure surface (15a, 15b, 15c) of said stationary balancing piston (14) and said second pressure surface means (10, 16) comprises a rotating rear pressure surface ( 10) of said rotary balancing piston (8), which rear pressure surfaces (15a, 15b, 15c) are each connected to said intermediate pressure source. 10 15 25 501 350 S ' 4. Skruvkompressor enligt krav 3, vid vilken nämnda stationära balanseringskolv (14) är försedd med mekaniska fiäderorgan (26, 27) som förspänner nämnda huvudaxiallager (21) och nämnda axialbalanseringslager (22).A screw compressor according to claim 3, wherein said stationary balancing piston (14) is provided with mechanical spring means (26, 27) biasing said main thrust bearing (21) and said axial balancing bearing (22). 5. Skruvkompressor enligt krav 3, vid vilken det tryckfluidum som verkar på nämnda roterande balanseringskolv (8) är en vätska och det tryckfluidum som verkar på nämnda stationära balanseringskolv (14) är en gas.A screw compressor according to claim 3, wherein the pressure fl uidum acting on said rotary balancing piston (8) is a liquid and the pressure fl uidum acting on said stationary balancing piston (14) is a gas. 6. Skruvkompressor enligt krav 1, vid vilken nämnda ventilorgan (32) är försett med kontrollorgan (33) som påverkas av tryckskillnaden mellan kompressöms ut- och inloppstryck, vilket ventilorgan (32) åstadkommer förbindelse med nämnda mellantryckskälla när närrmda tryckskillnad är under en förutbestämd nivå och åstadkommer förbindelse med nämnda låg- tryckskälla när nämnda tryckskillnad är över nämnda förutbestämda nivå.A screw compressor according to claim 1, wherein said valve means (32) is provided with control means (33) affected by the pressure difference between the outlet and inlet pressure of the compressor, said valve means (32) providing connection to said intermediate pressure source when said pressure difference is below a predetermined level and provides connection to said low pressure source when said pressure difference is above said predetermined level. 7. Ett förfarande för drifi av en med ett par i varandra ingripande rotorer (1) i ett arbetsrum, vilka rotorer under drift påverkas av en gaskrafi (FG) i en första axiell rikt- ning, varvid åtminstone den ena av nämnda rotorer (1) har huvudaxiallager (21) och är försedd med axialbalanseringskolvorgan (8, 14), som har första tryckyteorgan (9, 15a, 15b, 15c) åstad- kommande en kraft motriktad nämnda första axiella riktning och andra tryckyteorgan (10, 16) åstadkommande en krañ i nämnda första axiella riktning, vilka första tryckyteorgan (9, 15a, 15b, 15c) innefattar åtminstone en första tryckyta (9), vilken första tryckyta (9) genom första ledningsorgan (12) är förbunden med en högtryckskälla, och vilka andra tryckyteorgan (10, 16) innefattar åtminstone en andra tryckyta (16), kännetecknat av att nämnda andra tryckyta (16) genom andra ledningsorgan (29, 30, 31) valbart bringas i förbindelse med endera en låg- tryckskälla eller en mellantryckskälla, vilka andra ledningsorgan (29, 30, 31) har ventilorgan (32) för åstadkommande av endera av nämnda förbindelser.A method for driving a rotor (1) with a pair of interlocking rotors in a working space, which rotors during operation are actuated by a gas crane fi (FG) in a first axial direction, wherein at least one of said rotors (1 ) has main axial bearing (21) and is provided with axial balancing piston means (8, 14) having first pressure surface means (9, 15a, 15b, 15c) providing a force opposite said first axial direction and second pressure surface means (10, 16) providing a in the first axial direction, said first pressure surface means (9, 15a, 15b, 15c) comprising at least a first pressure surface (9), which first pressure surface (9) is connected by first conduit means (12) to a high pressure source, and which second pressure surface means (10, 16) comprises at least one second pressure surface (16), characterized in that said second pressure surface (16) is selectively connected by second line means (29, 30, 31) to either a low-pressure source or an intermediate pressure source, which second line means (29, 30, 31) ha valve means (32) for making either of said connections. 8. Ett förfarande enligt krav 7, vid vilken nämnda högtryckskälla bringas i tryckutjäm- nande förbindelse med kompressöms utloppskanalorgan (5), nämnda lågtryckskälla bringas i tryckutjämnande förbindelse med kompressöms omgivande atmosfär och närrmda mellan- tryckskälla bringas i tryckutjämnande förbindelse med kompressöms inloppskanalorgan (4).A method according to claim 7, wherein said high pressure source is pressurized with the compressor outlet channel means (5), said low pressure source is pressurized with the ambient atmosphere of the compressor and said intermediate pressure source is pressurized with 4 compressor means. .
SE9400673A 1994-02-28 1994-02-28 Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor SE501350C2 (en)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE9400673A SE501350C2 (en) 1994-02-28 1994-02-28 Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor
EP95911520A EP0748420A1 (en) 1994-02-28 1995-02-23 Rotary screw compressor with thrust balancing means utilizing different pressure levels and a method for operating such a compressor
PCT/SE1995/000188 WO1995023290A1 (en) 1994-02-28 1995-02-23 Rotary screw compressor with thrust balancing means utilizing different pressure levels and a method for operating such a compressor
JP52230095A JP3887415B2 (en) 1994-02-28 1995-02-23 Rotary screw compressor with friction balancing means using different pressure levels and method of operation
US08/696,901 US5707223A (en) 1994-02-28 1995-02-23 Rotary screw compressor having a thrust balancing piston device and a method of operation thereof

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE9400673A SE501350C2 (en) 1994-02-28 1994-02-28 Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor

Publications (3)

Publication Number Publication Date
SE9400673D0 SE9400673D0 (en) 1994-02-28
SE9400673L SE9400673L (en) 1995-01-23
SE501350C2 true SE501350C2 (en) 1995-01-23

Family

ID=20393099

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
SE9400673A SE501350C2 (en) 1994-02-28 1994-02-28 Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor

Country Status (5)

Country Link
US (1) US5707223A (en)
EP (1) EP0748420A1 (en)
JP (1) JP3887415B2 (en)
SE (1) SE501350C2 (en)
WO (1) WO1995023290A1 (en)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101939545B (en) * 2008-02-06 2013-05-29 株式会社神户制钢所 Oil-cooled type screw compressor

Families Citing this family (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3766725B2 (en) * 1996-10-25 2006-04-19 株式会社神戸製鋼所 Oil-cooled screw compressor
US6050797A (en) * 1998-05-18 2000-04-18 Carrier Corporation Screw compressor with balanced thrust
SE521443C2 (en) * 1999-11-11 2003-11-04 Svenska Rotor Maskiner Ab Screw rotor machine with means for axially actuating at least one of the rotors
CA2399349C (en) 2000-02-09 2017-04-04 Basf Aktiengesellschaft Novel elongase gene and method for producing multiple-unsaturated fatty acids
JP3796210B2 (en) * 2002-11-01 2006-07-12 株式会社神戸製鋼所 Screw compressor
DE102006021703B4 (en) * 2006-05-10 2018-01-04 Gea Refrigeration Germany Gmbh Oil-immersed screw compressor with axial force relief
DE102006045261B4 (en) * 2006-09-26 2009-03-19 Steller, Claus-Jürgen Screw compressor with delivery chamber compression
GB2442830A (en) * 2007-09-05 2008-04-16 Grasso Gmbh Refrigeration Tech Screw Compressor with Axial thrust Balancing Device
JP5017052B2 (en) * 2007-10-22 2012-09-05 株式会社神戸製鋼所 Screw fluid machine
US8641395B2 (en) * 2009-04-03 2014-02-04 Johnson Controls Technology Company Compressor
US8794941B2 (en) 2010-08-30 2014-08-05 Oscomp Systems Inc. Compressor with liquid injection cooling
US9267504B2 (en) 2010-08-30 2016-02-23 Hicor Technologies, Inc. Compressor with liquid injection cooling
US9605886B2 (en) 2013-01-30 2017-03-28 Trane International Inc. Axial thrust control for rotary compressors
WO2018052463A1 (en) 2016-09-16 2018-03-22 Vilter Manufacturing Llc High suction pressure single screw compressor with thrust balancing load using shaft seal pressure and related methods
CN117249089B (en) * 2023-11-17 2024-01-23 山东天瑞重工有限公司 Axial force adjusting device of screw compressor

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB1026165A (en) * 1961-11-08 1966-04-14 Svenska Rotor Maskiner Ab Improvements in and relating to screw rotor machines
GB1480333A (en) * 1973-07-05 1977-07-20 Svenska Rotor Maskiner Ab Screw rotor machines
US3947078A (en) * 1975-04-24 1976-03-30 Sullair Corporation Rotary screw machine with rotor thrust load balancing
SE403822B (en) * 1977-01-20 1978-09-04 Stal Refrigeration Ab DEVICE WITH A SCREW COMPRESSOR FOR UNLOADING A ROLLING BEARING FROM AN AXIAL FORCE
JPH03992A (en) * 1989-05-29 1991-01-07 Hitachi Ltd Screw compressor
US4964790A (en) * 1989-10-10 1990-10-23 Sundstrand Corporation Automatic regulation of balancing pressure in a screw compressor
SE465527B (en) * 1990-02-09 1991-09-23 Svenska Rotor Maskiner Ab SCREW ROUTE MACHINE WITH ORGAN FOR AXIAL BALANCE
US5135374A (en) * 1990-06-30 1992-08-04 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho Oil flooded screw compressor with thrust compensation control
JP2752000B2 (en) * 1990-08-31 1998-05-18 株式会社 神戸製鋼所 Thrust load reduction device for dangerous gas compressor
US5207568A (en) * 1991-05-15 1993-05-04 Vilter Manufacturing Corporation Rotary screw compressor and method for providing thrust bearing force compensation
SE501893C2 (en) * 1993-10-14 1995-06-12 Svenska Rotor Maskiner Ab Screw compressor with variable axial balancing means

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101939545B (en) * 2008-02-06 2013-05-29 株式会社神户制钢所 Oil-cooled type screw compressor

Also Published As

Publication number Publication date
JPH09509463A (en) 1997-09-22
SE9400673L (en) 1995-01-23
JP3887415B2 (en) 2007-02-28
SE9400673D0 (en) 1994-02-28
US5707223A (en) 1998-01-13
WO1995023290A1 (en) 1995-08-31
EP0748420A1 (en) 1996-12-18

Similar Documents

Publication Publication Date Title
SE501350C2 (en) Screw compressor with axial balancing means utilizing various pressure levels and method for operating such a compressor
KR101753419B1 (en) Lubricant pump system
US4993917A (en) Gas compressor having dry gas seals
US5641280A (en) Rotary screw compressor with shaft seal
US5141389A (en) Control system for regulating the axial loading of a rotor of a fluid machine
US5281115A (en) Rotary screw machine having thrust balancing means
CN102016231B (en) Turbo machine with stroke-compensating piston
US10480349B2 (en) System and method for distributing and controlling oil flow
US5678987A (en) Rotary screw compressor with variable thrust balancing means
CZ297939B6 (en) Device for compensating axial shift in turbine machines
EP2941538B1 (en) Method for balancing thrust, turbine and turbine engine
JP5792387B2 (en) Operation method of rotating machine
NO172605B (en) GAS COMPRESSOR
EP1048862A3 (en) Combined hydraulic system
EP3899282B1 (en) Displacement adjustment system for a variable displacement pump
US1335065A (en) Revolving-cylinder engine
US751319A (en) Emil maurer
EP3857072B1 (en) A multistage pump with axial thrust optimization
US766667A (en) Governing mechanism for turbines.
WO2021079891A1 (en) Gas turbine engine
SE466166B (en) SCREW COMPRESSOR WITH AXIAL BALANCING BODY
US976853A (en) Governing mechanism for fluid-pressure engines.
US1081408A (en) Means for supplying steam for industrial purposes from prime movers.
JPS636479Y2 (en)
SU312956A1 (en) ROTARY PISTON PUMP

Legal Events

Date Code Title Description
NUG Patent has lapsed